吳 杰，方 南

（華南理工大學 機械與汽車工程學院，廣州 510640）

汽車排氣系統(tǒng)的設計質(zhì)量直接影響整車NVH性能[1-2]。發(fā)動機的振動傳遞給排氣系統(tǒng)并通過掛鉤傳給車身，因此掛鉤位置和角度、橡膠吊耳和波紋管剛度等對衰減發(fā)動機振動及吊耳耐久性有重要影響。田靜[3]調(diào)整了排氣系統(tǒng)掛鉤位置使得排氣系統(tǒng)受力更加均勻，避開了發(fā)動機怠速激勵頻率，傳到車身的動態(tài)反力也得到改善。上官文斌等[4]優(yōu)化了某乘用車吊耳動剛度，使得吊耳傳遞的動態(tài)載荷顯著降低。噪聲方面，一維聲學模擬軟件GT-Power提供了消聲器的三維建模及聲學仿真的整套功能（包括計算消聲器的傳遞損失、插入損失、排氣背壓等性能指標）。謝田峰等[5]使用GT-Power對消聲器消聲性能進行了預測，驗證了該軟件具有較高的計算精度。候獻軍等[6]基于GT-Power對某汽車排氣消聲器性能分析及改進，取得了滿意的效果。趙楠楠[7]針對某車內(nèi)部異常聲音，采用GT-Power優(yōu)化了排氣消聲器結(jié)構(gòu)，提高了該車內(nèi)部聲品質(zhì)。肖生浩[8]分析了常見消聲單元對消聲器低頻消聲效果的影響，采用GTPower改進了某越野車消聲器結(jié)構(gòu)并消除了車內(nèi)的異響。計算流體動力學軟件Fluent可以分析消聲器內(nèi)部流場分布，發(fā)現(xiàn)并改進局部結(jié)構(gòu)以減少氣流再生噪聲。

文中以某乘用車排氣系統(tǒng)的聲學和振動性能為研究內(nèi)容，采用GT-Power聲學和Fluent流體軟件優(yōu)化了排氣消聲器，并進行了整車實測驗證。采用Nastran軟件及Isight多目標優(yōu)化軟件進行聯(lián)合仿真計算，提升了排氣系統(tǒng)振動性能的穩(wěn)健性。

1 發(fā)動機和排氣系統(tǒng)耦合聲學仿真

該車型匹配4缸直列水冷發(fā)動機，排量為1.6 L，額定功率為90 kW(5 600 r/min)，最大轉(zhuǎn)矩為151 N?m(4 000 r/min)。要求轉(zhuǎn)速為6 000 r/min時排氣系統(tǒng)背壓≤50 kPa，發(fā)動機功率損失≤6%。尾管噪聲隨發(fā)動機轉(zhuǎn)速的變化需滿足限值。

為確保尾管噪聲計算精度，建立發(fā)動機與排氣系統(tǒng)的耦合聲學仿真模型并進行了精細調(diào)校。圖1為使用GT-Power噪聲軟件建立的發(fā)動機-排氣系統(tǒng)聲學計算耦合仿真模型。

圖1 發(fā)動機與排氣系統(tǒng)耦合仿真模型

針對消聲器初始方案，對比發(fā)動機扭矩和功率的測試值，扭矩和功率計算的最大相對誤差分別為2.8%和3.1%，表明所建立的耦合模型具有較高計算精度，可以用于排氣系統(tǒng)的聲學模擬計算。

2 消聲器聲學性能優(yōu)化

消聲性能和空氣動力性能是排氣消聲器聲學性能的主要評價指標。消聲性能評價指標主要包括傳遞損失和插入損失。傳遞損失是出口端無反射時，消聲器入射聲功率級與透射聲功率級之差。插入損失是指安裝消聲器前后在排氣尾管口規(guī)定測點測得的計權(quán)聲壓級之差。消聲器的空氣動力學性能主要是指消聲器的壓力損失，即氣流通過消聲器時，消聲器進出口端總壓差。消聲性能和空氣動力學性能相互制約，需在二者之間找到平衡點。

2.1 原消聲器聲學性能

根據(jù)消聲器容積選擇理論[9-10]，并考慮底盤布置空間，選擇前消聲器容積為6.2 L，后消聲器容積為14.2 L，具體結(jié)構(gòu)如圖2所示。

圖2 初始方案中前、后消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)

前消聲器第一腔內(nèi)充滿消聲棉，用于消除中高頻噪聲，第一隔板穿100個直徑為3 mm的圓孔，增加中頻消聲效果。第二隔板有兩個直徑為40 mm的圓孔，第二、三腔室形成共振腔，消除中低頻噪聲。后消聲器入口管第一腔內(nèi)穿24個4 mm圓孔，形成共振和擴張混合腔，在增加低頻消聲效果的同時降低排氣背壓，兩個隔板各穿209個直徑為4 mm圓孔，起到擴張腔作用，入口管插入第三腔1/2，出口管插入第一腔3/4，出口管帶有高頻管，用于消除中高頻噪聲。

計算得到初始方案中前、后消聲器傳遞損失見圖3，前消在低于100 Hz頻率范圍內(nèi)的傳遞損失很小，后消在350 Hz～520 Hz的傳遞損失也偏小，后消在800 Hz以上頻率范圍內(nèi)的傳遞損失需要提高。

圖3 前、后消聲器初始與優(yōu)化方案傳遞損失

對初始方案進行摸底測試，在半消聲室內(nèi)使用NI數(shù)據(jù)采集系統(tǒng)測量汽車怠速工況下的駕駛員右耳、中排座椅中間、后排座椅中間及尾管處噪聲，傳感器布置見圖4。

圖4 聲壓傳感器安裝位置

測試結(jié)果見表1。可以看出，在開、關空調(diào)工況下（AC ON/OFF），原方案的尾管怠速總體噪聲均超過限值55 dB（A）(AC OFF)及57 dB（A）（AC ON），需要增強消聲器低頻消聲效果。

表1 原方案及優(yōu)化方案怠速噪聲測試結(jié)果

2.2 消聲器結(jié)構(gòu)優(yōu)化

由摸底測試結(jié)果可知原消聲器在低頻段消聲性能不足。根據(jù)原方案傳遞損失曲線，優(yōu)化重點在于提高100 Hz以下低頻段的傳遞損失，同時適當提高中高頻段的消聲性能。同時，為避免產(chǎn)生較多氣流再生噪聲，優(yōu)化傳遞損失時應盡量保證消聲器內(nèi)部CFD流場分布均勻合理。根據(jù)不同消聲單元的消聲特點，文中采取以下措施改進消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)[1-2]：

針對前消聲器，為增加100 Hz范圍內(nèi)的傳遞損失，入口管出口端封口，管上穿240個6 mm圓孔，穿孔率37.5%，形成橫流穿孔管，增加低頻消聲效果。第一隔板穿30個10 mm圓孔。第三腔內(nèi)出氣管穿390個3 mm圓孔，穿孔率為20.3%，腔內(nèi)充滿消聲棉，增加中高頻消聲效果。

針對后消聲器，為增強低頻消聲效果且控制背壓，進氣管在第一腔開36個直徑為4 mm圓孔。為增加800 Hz以上中高頻傳遞損失，豆管長度由96 mm增加到150 mm。出氣管插入第一腔1/2，優(yōu)化方案如圖5所示。

圖5 前、后消聲器優(yōu)化方案

由圖3可以看出，優(yōu)化方案中前消聲器傳遞損失在低于120 Hz范圍內(nèi)有明顯提高，后消在380 Hz～520 Hz的傳遞損失有所增大，600 Hz以上中高頻范圍內(nèi)的傳遞損失也有較大幅度增大，并且前、后消聲器的通過頻率和消聲頻率互補優(yōu)劣。

匹配消聲器優(yōu)化方案，采用發(fā)動機與排氣系統(tǒng)的耦合仿真模型計算排氣系統(tǒng)的3 WOT尾管噪聲，結(jié)果見圖6。

圖6 優(yōu)化方案和原方案中3 WOT尾管噪聲計算結(jié)果

由圖6可知，尾管總體噪聲、2階、4階及6階噪聲較原方案都有較明顯降低。

圖7給出了計算得到的排氣背壓隨轉(zhuǎn)速的變化情況，可以看出，由于前消優(yōu)化方案存在封口結(jié)構(gòu)，優(yōu)化方案中排氣背壓較初始方案增大1至3 kPa，但滿足不超過50 kPa的要求。

圖7 初始與優(yōu)化方案中排氣背壓對比

3 尾管噪聲試驗驗證

為驗證優(yōu)化方案的有效性，進行整車噪聲測試。優(yōu)化方案的怠速噪聲測試結(jié)果如表1所示。由表1可見，空調(diào)關時，優(yōu)化方案的尾管怠速噪聲比原方案降低5.3 dB(A)，怠速空調(diào)開時，優(yōu)化方案比原方案降低2.2 dB(A)，優(yōu)化方案的怠速噪聲狀態(tài)改善明顯。

在怠速噪聲達標的基礎上，實車測試3 WOT加速時的尾管噪聲。優(yōu)化方案和原方案在三擋全油門加速時的尾管總體噪聲和階次噪聲的整車測試結(jié)果對比見圖8。

圖8 優(yōu)化方案和原方案3 WOT加速尾管試驗噪聲

由圖8，優(yōu)化方案的尾管總體噪聲較原方案降低了1 dB(A)至5 dB(A)，滿足噪聲目標值要求，也表明了優(yōu)化方案內(nèi)部未產(chǎn)生明顯影響尾管噪聲的氣流再生噪聲（否則高轉(zhuǎn)速對應的尾管噪聲會急劇增大）。優(yōu)化方案的2階、4階、6階次噪聲均小于原方案的相應階次噪聲值，并且曲線變化緩和，無明顯波動，聲音品質(zhì)得到提升，主觀評價車內(nèi)噪聲有明顯改善。

在尾管噪聲得到抑制的同時，應確保發(fā)動機功率損失不超過技術要求6%，在發(fā)動機臺架上，測試安裝消聲器優(yōu)化樣件的發(fā)動機功率，同時用等長度直管代替消聲器再次測試發(fā)動機功率，最大功率損失為5 600 r/min時的1.49%，滿足限值要求。

4 排氣系統(tǒng)振動性能優(yōu)化

4.1 排氣系統(tǒng)有限元模型驗證

基于圖5中消聲器優(yōu)化方案，采用殼單元離散排氣管道、消聲器殼體及催化器外殼，用實體單元離散掛鉤和連接法蘭，用彈簧單元模擬波紋管和橡膠吊耳，并在局部坐標系中給定剛度和阻尼值。有限元模型如圖9所示。

圖9 排氣系統(tǒng)有限元模型

約束前端法蘭及掛鉤與車身側(cè)連接點的所有自由度，用Nastran計算排氣系統(tǒng)設計所關注的10～200 Hz以內(nèi)的約束模態(tài)頻率，并與試驗測試結(jié)果對比，見表2。由表2，計算值與測試值吻合良好，最大相對誤差為3.52%，表明有限元模型有較高精度。

由于試驗條件及測試誤差等原因，其中有2階模態(tài)未識別出來。

表2 數(shù)值和試驗約束模態(tài)頻率對比

4.2 初始方案的靜力學與動力學分析

賦予吊耳和波紋管初始剛度，對排氣系統(tǒng)施加約束和重力載荷，將有限元模型導入Nastran進行靜力學和動力學計算。吊耳所受預載荷和靜位移如表3所示，吊耳的最大靜位移為3.33 mm，滿足要求（小于5 mm），吊耳3和吊耳4的靜反力較大，滿足要求（小于50 N），但各吊耳靜反力分布不夠均勻。

表3 初始方案中吊耳靜反力及靜位移

建立帶有動力總成的排氣系統(tǒng)有限元模型，動力總成被簡化成剛體，對其質(zhì)心賦予質(zhì)量和轉(zhuǎn)動慣量屬性，將動力總成懸置簡化為接地的彈簧單元。對動力總成懸置接地端、掛鉤與車身連接處施加全約束。在動力總成質(zhì)心處施加繞發(fā)動機曲軸方向的簡諧激勵扭矩，扭矩大小為100 N?m，頻率為10 Hz～200 Hz。各吊耳傳遞的動態(tài)反力如圖10所示。

圖10 初始方案中吊耳傳遞的動態(tài)反力

由圖10可知，五個吊耳在20 Hz附近動態(tài)反力較大，但此頻率處于發(fā)動機啟動階段且持續(xù)時間較短。吊耳1、吊耳4和吊耳5動態(tài)反力過大，分別達到49 N、42 N和35 N。該乘用車發(fā)動機怠速轉(zhuǎn)速為750±50 r/min，相應的2階激勵頻率范圍為23.3 Hz～26.7 Hz，怠速時的最大動態(tài)反力為33 N，怠速之后各吊耳垂向動反力明顯下降。

4.3 靜力學與動力學性能優(yōu)化

受布置空間限制，不調(diào)整掛鉤位置。只考慮波紋管和吊耳隔振元件的剛度對排氣系統(tǒng)靜力學和動力學的影響。取吊耳垂向動剛度和波紋管動剛度為設計向量其中：為各吊耳垂向動剛度，kx、ky、kz、krx、kry、krz為波紋管 3 個平動和轉(zhuǎn)動動剛度。

第1、第4和第5吊耳在發(fā)動機啟動階段傳遞給車身的動態(tài)反力過大并且很不均勻。為改善排氣系統(tǒng)振動性能并兼顧吊耳的疲勞耐久性能，需要取吊耳動反力極值及吊耳的靜變形為優(yōu)化目標。同時為改善振動性能及吊耳疲勞性能的穩(wěn)健性，要求各吊耳預載力、動態(tài)反力極值的標準差盡量小。為此文中提出以下多目標穩(wěn)健優(yōu)化模型

其中n為吊耳個數(shù)，為第i個吊耳Z方向的動態(tài)反力極值，為使歸一化的設定值；SZi為第i個吊耳Z方向的靜變形，S0為使SZi歸一化的設定值；σs、σd分別為靜反力和動反力極值的標準差；w1、w2是排氣系統(tǒng)吊耳隔振性與耐久性的權(quán)重，文中優(yōu)先滿足吊耳的耐疲勞性能，因此取w2=0.7[4]。TdB為用分貝形式表達的吊耳隔振量，aa為主動側(cè)加速度，ap為被動側(cè)加速度，一般要求隔振量不小于20 dB。

表4、表5分別給出了吊耳動剛度及波紋管動剛度優(yōu)化前后數(shù)值對比。由表4可知，根據(jù)吊耳剛度值，只需匹配三種吊耳（即吊耳1、2為一種，吊耳4單獨一種，吊耳3、5為一種），不但便于加工和安裝，而且由于剛度值是經(jīng)過穩(wěn)健優(yōu)化而得，因此在實際裝車狀態(tài)時，可以提高排氣系統(tǒng)振動性能的穩(wěn)健性。

表6給出了優(yōu)化方案中吊耳靜位移和靜反力，靜位移和靜反力都在工程可接受范圍之內(nèi)。各吊耳靜位移和靜反力分布更加均勻。max(SZ)表示5個吊耳中Z向靜位移最大值。由表7可知，優(yōu)化后5個吊耳的動態(tài)反力極值之和下降32.9%，表明在發(fā)動機啟動階段傳遞到車體上的動反力顯著下降；動反力極值的標準差下降32.18%，表明車體受力更加均勻；靜態(tài)反力標準差下降27.02%，表明優(yōu)化后該排氣系統(tǒng)靜反力分布的均勻性得到大幅度提升，增強了吊耳的疲勞耐久性。

表4 吊耳Z向動剛度優(yōu)化結(jié)果

表5 波紋管動剛度優(yōu)化結(jié)果

表6 優(yōu)化方案吊耳靜位移及靜反力

表7 初始和優(yōu)化方案計算結(jié)果對比

圖13給出了優(yōu)化后吊耳傳遞的動態(tài)反力，怠速區(qū)間內(nèi)發(fā)動機激勵頻率沒有與排氣系統(tǒng)模態(tài)發(fā)生耦合。吊耳1、吊耳4和吊耳5動態(tài)反力在20 Hz處分別降低至36 N、34 N和31 N，較優(yōu)化前分別降低了26.5%、19.1%、11.4%。怠速時最大動態(tài)反力降至26 N，較優(yōu)化前降低21.2%，怠速之后5個吊耳的動態(tài)反力均在10 N以下，滿足要求。

5 結(jié)語

(1)以傳遞損失為依據(jù)，改進了某車型消聲器內(nèi)部結(jié)構(gòu)，并經(jīng)CFD分析驗證了消聲器內(nèi)部流場分布均勻合理。整車試驗測試結(jié)果表明，空調(diào)關、開時，優(yōu)化方案的尾管怠速噪聲比原方案分別降低5.3 dB(A)、2.2 dB(A)。3 WOT加速工況下，尾管總體及階次噪聲比原方案都有較明顯降低。

圖13 優(yōu)化后吊耳傳遞的動態(tài)反力

(2)采用穩(wěn)健性優(yōu)化模型優(yōu)化了吊耳垂向動剛度和波紋管6向動剛度，5個吊耳的動態(tài)反力極值之和下降32.9%，動反力極值的標準差下降32.18%，靜態(tài)反力標準差下降27.02%，較大幅度地提升了吊耳靜態(tài)力和動反力的穩(wěn)健性。振動性能穩(wěn)健性優(yōu)化方法為排氣系統(tǒng)吊耳及波紋管的正向開發(fā)提供了有益參考。